接插件自动检测装置设计

摘 要：随着科技技术的不断进步，生产向着自动化、专业化和大批量化接的方向发展。这就要求企业的生产在体现人性化的基础上降低工人的劳作强度，提高工人的生产效率。在此情况下接插件计数装置，越发体现出其广阔的应用领域和市场前景。计数装置使用齿轮传动，齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式，它的主要优点是：1）瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；2）适用的功率和速度范围广；传动效率高， ；4）工作可靠、使用98.02寿命长；5）外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机、或执行机构之间匹配转速和传递转矩的作用、在现代机械中应用极为广泛。本设计的接插件计数装置是一种小型的运输机械，其承载力要求较小，相对于其他的齿轮传动机成本要求低，设计结构紧凑，计数精确。关键词：接插件 齿轮传动东华理工大学长江学院毕业设计论文1Abstract:As technology advances toward the production of automation, Specialization and a large number of quantization direction.This requires the production in enterprise reduce workers labor strength and improve the production efficiency of workers based on humanity. In this case connectors counting device deeply reflects its wide applications and market prospect. Counting device use gear transmission which is a most widely used transmission form in modern machinery.Its main advantages are: 1) the instantaneous velocity ratio is steady, smooth-working, accurate and reliable transmission, it can transfer sports and power in space between any two axis; 2)It is of wide ranges of applicable power 4) reliable work with long working life;5) external contour with small size and compact structure . The gear reducer consists of gear, axle, bearing and cabinet is used for prime mover and work machine or to realize the function of speed-matching and torque transmission during mechanism which is very extensively used in modern machinery.Keywords: connector; gear transmission东华理工大学长江学院毕业设计论文2目录绪论 .11.传动部分设计计算 .21.1 电机部分传动方案 .21.1.1 设计要求： .21.1.2 电动机的选择 .21.1.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .41.1.4 计算传动装置的运动参数和动力参数 .51.2 减速器部分传动零件的设计计算 .61.2.1 高速级减速齿轮设计 .61.2.2 低速级齿轮的设计 .111.3 装置内部传动零件的设计计算 .141.3.1 直齿圆柱齿轮齿轮，相关参数如下表： .151.3.2 摩擦轮 .161.4 轴的结构设计和强度校核 .171.4.1 减速器内高速轴的结构设计 .171.4.2 减速器内中间轴的结构设计： .201.4.3 减速器内低速轴的结构设计： .241.4.4 装置内部轴的设计 .262.导向机构的设计 .292.1 导轨 .292.2 盖板与仿形块 .302.3 拉紧仿形块的弹簧 .302.4 滚轮 .303.标准键的选取与校核 .303.1 键 .303.2 轴承 .314.计数部分 .314.1 感应器 .314.2 显示器 .315.整体箱体的设计 .315.1 侧板 .315.2 箱底 .326.润滑和安装维护 .32结论 .33致谢 .34参考文献 .35东华理工大学长江学院毕业设计论文3绪论本设计为接插件计数装置的设计，选题目的是为了熟悉了解机构运动传动的分析设计。它的研究意义在于（1）以提高生产过程中的自动化程度、劳动生产力及生产效率（2）可以简化加工流程，减轻人力，并便于有节奏的生产。我们学生从了解装置开始最终基本能够独立设计、组建、调试、检测。一个典型的小型齿轮传动应用系统，培养零件的工艺分析、零件的力学分析、机械原理、机械零件、机械设计等基本工作实践能力，初步掌握科学研究的基本方法，为我们即将从事的专业工作奠定基础。本课题的国内外的研究现状：本课题是接插件计数装置设计，接插件也叫作衔头和插座，一般是指电接插件，即连接两个有源器件的器件，传输电流和信号，是一种能够在储存卡和电子产品之间实现数据信息传递的一种连接器。目前市场上的计数装置大多为 PLC 计数装置、激光检测仪、传感器等，本课题是用齿轮机构来计数，齿轮机构是在各种机构应用最为广泛的一种传动机构。广泛应用于机械、电子、纺织、冶金、采矿、汽车、航空、航天及船舶等领域。它依靠轮齿齿廓直接接触来传递空间任意两轴间的运动和动力，并具有传递功率打范围大、传动效率高、传动比准确、使用寿命长、工作可靠等优点；但也存在对制造和安装精度要求高以及成本较高等缺点。目前国内研究齿轮传动系统的整体动态特性已经成为热点和前沿课题，主要研究内容包括：（1）内外激励因素的分析和确定（2）系统动力学分析模型的建立和用于预估系统响应的计算软件的研制（3）用于动态性能评价的目标函数和参数优化设计的方法研究（4）实验模态分析技术在齿轮传动装置动态设计中的广泛应用。本课题主要设计思路类比于链轮传动。在计数过程中保证轮齿与铜带间准确的啮合，铜带带动接插件，使其传动运行、操作较为方便。东华理工大学长江学院毕业设计论文41.传动部分设计计算1.1 电机部分传动方案1.1.1 设计要求：（1）卷筒直径 D=100mm，牵引力 F=1000N,线速度 V=0.1m/s，连续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限 10 年，批量生产，两班制工作，运输带的速度误差允许5%。（2）电动机直接由联轴器与减速器连接，减速器由联轴器与卷筒连接（3）减速器，采用二级圆柱齿轮减速器（4）方案简图如下：图 1-1-11.1.2 电动机的选择1. 1.2.1 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，为封闭式结构，电压 380V，Y 型1.1.2.2 选择电动机的容量电动机容量（功率）选的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对东华理工大学长江学院毕业设计论文5长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，只要选电机额定功率 Pm 等于或略大于所需电机功率 P0，即 PmP 0具体计算步骤如下：（1）计算工作机所需功率 wpFV10wTNP95式中 是工作机的阻力（N） ； 是工作机的线速度（m/s） ； 是工作机的转矩wFVwT（N.m)； 是工作机的转速（r/min); 是工作机的效率，对于带式输送机，一般取w。96.04.w式中 =10000N， =0.1/s, =0.96,代入上式得FVKkP042.1.1（2）计算电动机所需功率 P0 按第二篇第十一章推荐的传动比合理范围，取 V 带传动的传动比 ，单级42带i圆柱齿轮传动比 ，总传动比的合理范围 ，故电动机的可选范围为63齿i 148imin5.279.34min1.9)418( rrwn符合这一转速范围的同步转速有 750 、1000 、1500 三种，由标准查出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如表所列。 （表 1-2-1）电动机转速 minr传动装置的传动比方案 电动机型号 额定功 率同步 满载电动机质量/kg总传动比 V 带传动 减速器1420LY1.5 1500 1440 27 75.35 3 25.122 61.5 1000 940 35 49.19 2.8 17.57东华理工大学长江学院毕业设计论文6表 1-2-1综合电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比及减速器的传动比，方案 1 比较合适，所以选用电动机的型号为 。610LY1.1.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比1.1.3.1 传动装置的总传动比 19.4.0wnmi1.1.3.2 分配各级传动比对于二级齿轮减速器，为使各级齿轮传动润滑良好，二级大齿轮的直径应尽量相近，以利于浸油润滑。若二级减速器的传动比为 i，其中高速级传动的传动比为 i1,低速级传动的传动比为 i2，则一般推荐的传动比选用原则为展开式 i 1=（1.31.5）i 2同轴式 i 1 i 2本设计选用展开式布置，选 齿齿 3.，初取 .8，则齿轮减速器的传动比为齿齿带 21ii2带i 57.18.294带减 i得 ，则68.3i减齿i 7.468.351齿i1.1.4 计算传动装置的运动参数和动力参数1.1.4.1 各轴转速I 轴 min71.358.29401rimn带轴 i8.4Ii齿轴 in13.96.702Irin齿东华理工大学长江学院毕业设计论文7卷筒轴 min13.9IVrn1.1.4.2 各轴功率I 轴 KWP14.95.0201带轴 1.98.01I I 齿 轮轴 承轴 KW08.2 齿 轮轴 承卷筒轴PP 6.19.08.1IV II 联 轴 器轴 承 1.1.4.3 各轴转矩I 轴 mNnT 43.271.3549015轴 P6.508.II轴 mNnT 1.391.950I9I卷筒轴 P7.52.6IVI将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名参数电动机轴 I 轴 II 轴 III 轴 卷筒轴转速 1minr940 335.71 70.38 19.13 19.13功率 p/kw 1.2 1.14 1.11 1.08 1.06转矩 T/N.m 12.19 32.43 150.62 539.15 529.17传动比 i 2.8 4.77 3.68 1效率 0.95 0.97 0.97 0.98东华理工大学长江学院毕业设计论文8表 1-4-11.2 减速器部分传动零件的设计计算1.2.1 高速级减速齿轮设计已知高速级传递功率 ，单班制工作，预期寿命为min71.35,.4,14. 1rnikwp传 动 比10 年（每年按 250 天计） 。1.2.1.1 选择齿轮类型、材料并确定初步参数（1）类型材料选用斜齿圆柱齿轮传动，选择齿轮材料及其热处理 由机械设计课本（以下同为此书）表 8-1 选取小齿轮：40Cr，调质处理，硬度为 260HBW大齿轮：45 钢 ，调质处理，硬度为 230HBW（2)初选齿数 取小齿轮齿数 231Z则大齿轮齿数 71.09.4i(3)选择齿宽系数 和传动精度等级d初估小齿轮直径 ，初选螺旋角m1估 o15照表 8-8 取齿宽系数 ，则d mdb40估估 齿轮圆周速度 snv 7.106.34106估参照表 8-9，齿轮精度选为 8 级(4)计算许用接触应力1）计算两齿轮应力循环次数 21,N小齿轮 811 103.4)8250(7.3560htnN大齿轮82 14.4i2）寿命系数 由图 8-24 得 (不允许有一定量点蚀）nZ,21NZ3）接触疲劳极限 由图 8-20a，查 MQ 线得limH MPaPaHH580,702lim1lim东华理工大学长江学院毕业设计论文94）安全系数 参照表 8-11，取HS1HS5）许用接触应力 根据式（8-14）得MPaSZHN72017201lim1 58582li21.2.1.2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数(1)确定各相关参数值1）计算小齿转矩 T1mNT461 1023.7.35140.92）确定载荷系数使用系数 按电动机驱动，载荷平稳，查表 8-4 取AK 1AK动载系数 按 8 级精度和速度，查图 8-11，取V 2.V齿间载荷分配系数 mNmNbdTKFAtA 10537.40/40123.21由表 8-5 取 .齿向载荷分布系数 .载荷系数 7248.14.12.KVA3）确定弹性系数 由表 8-6 得 EZMPaZE904）确定节点区域系数 由图 8-16 得H3.H5）确定重合度系数 由式（8-24）计算得端面重合度 65.1cos)1023(.81cos)1(2.382 Z纵向重合度 96.5tan3tan1zd东华理工大学长江学院毕业设计论文10重合度系数 因 1,由式（ 8-23） ，得 78.065.1Z6）确定螺旋角系数。 由式（8-22）得 93.coss(2)求所需小齿轮直径 1d由式（8-21）得32112HEdZuKT39.273mm m3 58093.7.1943.27.41023.748.2 2与初估大小基本相符(3)确定模数 m,中心距 a 等主要几何参数1）模数 mmzdo65.123cs7.9cos1 由表 8-7 取标准模数 m=1.5 2）中心距 a o26.1035cs2)(.cos2)(1圆整中心距，取 a=1033）螺旋角 oaZm8235.1402)3(5.1rcos2)(arcos1 4）分度圆直径 1,dmzd714.3582.4cos301 mo80.125）确定齿宽 b db714.35.1大齿轮齿宽 m74352东华理工大学长江学院毕业设计论文11小齿轮齿宽 mb714.)6714.35(621 1.2.1.3 按齿根弯曲疲劳强度校核(1)计算许用弯曲应力1)寿命系数 由图 8-29 取 1NY121NY2）极限应力 由图 8-25a 取 limF MPaPaFF20,30limlim3）尺寸系数 由图 8-30 取 X 21X4)安全系数 参照表 8-11，取FS6.FS5）许用弯曲应力【 】由式（8-16）得 MPaSYFXNF 3756.130221lim1 aSFXNF 2756.12022lim(2)计算齿根弯曲应力1）齿形系数 21,FaY当量齿数 81.235.14cos331ovz7.13825.4cos0332ovz由图 8-18 取 19,7.21FaFaY2）应力修正系数 2,S由图 8-19 选取 .,65.21Saa3） 重合度系数 Y端面压力角 oont 63.20)85.14cstanr()costar( 东华理工大学长江学院毕业设计论文12基圆螺旋角 oootb 1.4)63.20cs85.14arcn(t)osarctn( 当量齿轮端面重合度由式（8-28） 79.1.4cos6522obn由式（8-27） 69.07.15075.0nY4）螺旋角系数 查图 8-31 得8Y5）齿根弯曲应力 由式（8-25）得 MPaPa MPambdYKTFF37561. 5.174.3. 87.0692024.121 PaPaaY FsFF 27592.1365.7219.1212 结论：齿根弯曲疲劳强度足够1.2.2 低速级齿轮的设计已知低速级传递功率 ，单班制工作，预期寿命为min38.70,6.,1. 22 rnikwp传 动 比10 年（每年按 250 天计） 。1.2.2.1 选择齿轮类型、材料并确定初步参数(1)选用斜齿圆柱齿轮传动，选择齿轮材料及其热处理， 由机械设计课本（以下同为此书）表 8-1 选取小齿轮：40Cr，调质处理，硬度为 260HBW大齿轮：45 钢 ，调质处理，硬度为 230HBW（2）初选齿数 取小齿轮齿数 251Z则大齿轮齿数 9786.3i东华理工大学长江学院毕业设计论文13（3）选择齿宽系数 和传动精度等级d初估小齿轮直径 m301估照表 8-8 取齿宽系数 ，则d mdb301估估 齿轮圆周速度 ssnv .0638.71062估参照表 8-9，齿轮精度选为 8 级（4）计算两齿轮应力循环次数 21,N小齿轮 721 1045.8)0(3.7060 htnN大齿轮 72 1.8.345i（5）寿命系数 由图 8-24 得 (不允许有一定量点蚀）nZ1,21NZ（6）接触疲劳极限 由图 8-20a，查 MQ 线得limH MPaPaHH580,702limlim（7）安全系数 参照表 8-11，取SS（8）许用接触应力 根据式（8-14）得HMPaSZHN72017201lim1 58582li21.2.2.2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数（1）确定各相关参数值1）计算小齿转矩 T1mNNT461 105.38.7015.92）确定载荷系数使用系数 按电动机驱动，载荷平稳，查表 8-4 取AK 1AK动载系数 按 8 级精度和速度，查图 8-11，取V 2.V齿间载荷分配系数 东华理工大学长江学院毕业设计论文14mNmNbdTKFAtA 1056.3/3015.241由表 8-5 取 4.齿向载荷分布系数 .载荷系数 7248.14.12.KVA3）确定弹性系数 由表 8-6 得 EZMPaZE904）确定节点区域系数 由图 8-16 得H3.H5）确定重合度系数 由式（8-8）计算得重合度 72.1)925(.381)(2.38121 Z由式 8-7，重合度系数 8.03.4（2）求所需小齿轮直径 1d由式（8-6）得=21312HEdZuKT与初估大小m51.33 5807.1943.268.3105.7248. 24 基本相符（3）确定模数 m,中心距 a 等主要几何参数1）模数 mmzd26.15.31由表 8-7 取标准模数 m=1.25 2）中心距 a mz25.762)95(.2)(1 圆整中心距，取 a=77东华理工大学长江学院毕业设计论文153）分度圆直径 21,dmmZd25.31.51z9224）确定齿宽 b mdb25.31.1大齿轮齿宽 2532小齿轮齿宽 .7)6.(11.2.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度（1）计算许用弯曲应力1)寿命系数 由图 8-29 取 1NY121NY2）极限应力 由图 8-25a 取 limF MPaPaFF20,30limlim3）尺寸系数 由图 8-30 取 X 21X4)安全系数 参照表 8-11，取FS6.FS5）许用弯曲应力【 】由式（8-16）得 MPaSYFXNF 3756.130221lim1 FXF 2.2li2 （2）计算齿根弯曲应力1）齿形系数 由图 8-18 取 21,FaY18.,5.21FaFaY2）应力修正系数 由图 8-19 选取S ,6SS3） 重合度系数 由式（8-11）得68.072.15075.2.0nY4）齿根弯曲应力 由式（8-9）得东华理工大学长江学院毕业设计论文16MPaPa MPambdYKTFsF37594.15 25.1325.168.00648.221 41 aY FsF 2756.406.94.1212 结论：齿根弯曲疲劳强度足够1.3 装置内部传动零件的设计计算本设计直齿圆柱齿轮中有两种类型的铜带：水平与侧立，分别用直齿圆柱齿轮与摩擦轮进行传动。图 4-2-11.3.1 直齿圆柱齿轮齿轮，相关参数如下表：名称 代号 计算公式模数 m 3.5齿数 z 24压力角 20分度圆直径 d 8425.3mzd齿顶高 ah*ha东华理工大学长江学院毕业设计论文17齿根高 fh375.4)(*mchaf齿全高 h 8.2齿顶圆直径 ad91)(*zdaa齿根圆直径 f25.7mchf基圆直径 bd96.8osdb齿距 p 10p基圆齿距 b 3.csb齿厚 s 495.2m齿槽宽 e e表 1-3-11.3.2 摩擦轮摩擦轮传动是利用接触所产生的摩擦力来传递运动和动力的一种机械传动。摩擦轮靠摩擦力的作用带动接插件传动，保证摩擦轮与铜带接触处有足够大的摩擦力，使摩擦轮产生的摩擦力矩足以克服铜带上的阻力矩。摩擦力矩小于阻力矩，两面接触处在传动时会出现相对滑移。摩擦传动正常工作条件： tnFf其中 f 为材料间的摩擦系数；Fn 为法向压紧力；Ft 为驱动摩擦轮的圆周力 已知摩擦轮转动圆周力 NdT43102.617.529则法向力 NFn408.cos切向力 t 2i查机械设计课程设计P97 可得，在无润滑情况下钢和青铜之间摩擦因数 f=0.15，经计算可得 ，因此摩擦轮可带动铜带传动。tnFf东华理工大学长江学院毕业设计论文18该摩擦轮与铜带在接触点处没有相对滑移，只要使其在接触点处线速度相同，即 ， ， ，得 此时不会打滑。)/(601smnDv801min/13.9rnsv/1.0图 4-2-21.4 轴的结构设计和强度校核1.4.1 减速器内高速轴的结构设计1.4.1.1 选择材料，确定许用应力材料选用 45 钢，调质处理查机械设计表 11-1，材料强度极限 ；材料对称循环应力MPab640。MPaw6011.4.1.2 计算基本直径查机械设计 ，表 11-3 取 =35 ，C=110。当轴端弯矩较小时2/Nm（mm）由于安装开式齿轮处有键，故轴需加大 4%-5%。53.167.34103npcd则 （mm)5.6故取该轴的基本直径为 =18mmmind1.4.1.3 初选轴承：角接触球轴承 7206C1.4.1.4 确定轴上零件的位置和定位方式：东华理工大学长江学院毕业设计论文19由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。1.4.1.5 简图如下：图 3-1-11.4.1.6 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：1）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 20mm。2）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段直径选为25mm。3）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 7206C 型，即该段直径定为 30mm。4）该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化，定为 40mm。5）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以该段直径选为 46mm。6）轴肩固定轴承，直径为 40mm。7）该段轴要安装轴承，直径定为 30mm。1.4.1.7 各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：1）该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm，该段长度定为 34mm。2）该段取 32mm。3）该段安装轴承，参照工作要求长度至少 16mm，考虑间隙取该段为 22mm。4）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑） ，还有二级齿轮的宽度，定该段长度为 90mm。 5）该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段 50mm。6）该段轴肩选定长度 4mm。7）该段与 3 段相同取 22mm。8）轴右端面与端盖的距离为 10mm。1.4.1.8 强度校核对于角接触球轴承 7206C 从课程设计手册中可以查得 a=14.2mm，具体尺寸详见表 3-2东华理工大学长江学院毕业设计论文20校核该轴和轴承： =82.8mm =120.0mm =30.8mm1L23L轴的最小直径： ，md8轴的抗弯截面系数： 331.58.0W作用在齿轮上的力： NdTFt .6183241otr 50.132tan.0an1由公式 ,得 则AM86tHFNFtH07.326.158NFHtH.87112m43.0由公式 ，得 则V 08.36511rVFNFrV45.26.15830NFrV0.112mMV9328.0总弯矩： MVHm1.42扭矩： NT4.1按弯扭合成应力校核轴的强度：45 钢的比例极限为 ，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以Pap275。6.0 125)(pMaWTmp所以该轴是安全的，满足使用要求。东华理工大学长江学院毕业设计论文2182.8 120.8 30.8FH1 FH2Ft1Fr1FV1 FV2MHMVMT图 3-1-21.4.2 减速器内中间轴的结构设计：1.4.2.1 选择材料，确定许用应力材料选用 45 钢，调质处理查机械设计表 11-1，材料强度极限 ；材料对称循环应力MPab640。MPaw6011.4.2.2 计算基本直径查机械设计 ，表 11-3 取 =35 ，C=110。当轴端弯矩较小时2/Nm（mm）故取该轴的基本直径为 =30mm59.2738.013npcd mind东华理工大学长江学院毕业设计论文221.4.2.3 初选轴承：角接触球轴承 7208C1.4.2.4 确定轴上零件的位置和定位方式：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。1.4.2.5 简图如下:图 3-2-11.4.2.6 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：2）I 段轴用于安装轴承 7208C，故取直径为 40mm。3）II 段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经强度计算，直径定为 46mm。4）III 段为轴肩，相比较比 II 段取直径为 58mm。5）IV 段安装大齿轮直径与 II 段相同，直径为 46mm。6）V 段安装轴承，与 I 段相同直径为 40mm。1.4.2.7 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：1）I 段轴承安装轴承和挡油环，轴承 7208C 宽度 B=18，该段长度选为 28mm。2）II 段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为 80mm。3）III 段为定位轴肩，长度略小 8mm。4）IV 段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为 44mm。5）V 段用于安装轴承与挡油环，长度与 I 相同，为 28mm。1.4.2.8 强度校核对于角接触球轴承 7206C 从课程设计手册中可以查得 a=14.2mm，具体尺寸详见表 3-2校核该轴和轴承： =82.8mm =120.0mm =30.8mm1L23L轴的最小直径： ，md8东华理工大学长江学院毕业设计论文23轴的抗弯截面系数： 3322.581.0mdW作用在 2、3 齿轮上的圆周力：NdTFt 7.680.1752t 8.93.1径向力： NFotr 93.64120tan7.6an2 tr 588931求垂直面的支反力： NllFrrV 4.21893570)70(6.9.641)(32131 rVr .4.28.5.082计算垂直弯矩: mNlFMVavm 0.1634.19 mNlrh 70.2317056.38)75(428)(2求水平面的支撑力： llFttH 8.93570)(.9.1763)(32131 NHtt .468.0.2 计算、绘制水平弯矩图： mNlFMaHm 36128.6791 mNlth 23.160768.93)705(8.79)( 32求合成弯矩图 aHmam42NMnn165求截面当量弯矩:东华理工大学长江学院毕业设计论文24T53 70 35Ft2Fr2MMVMHFt1Fr1m-m n-nFV1FV2FH2 FH1图 3-2-2从图可见，m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）0.6mNTanM31.82)(me4计算危险截面处轴的强度：东华理工大学长江学院毕业设计论文25m-m 截面: 24)(2 pep MPaWTn-n 截面: 1)(2pp所以该轴是安全的，满足使用要求。1.4.3 减速器内低速轴的结构设计：1.4.3.1 选择材料，确定许用应力材料选用 45 钢，调质处理查机械设计表 11-1，材料强度极限 ；材料对称循环应力MPab640。MPaw6011.4.3.2 计算基本直径查机械设计 ，表 11-3 取 =35 ，C=110。当轴端弯矩较小时2/Nm（mm）故取该轴的基本直径为 =45mm20.413.9803npcd mind1.4.3.3 初选轴承 选角接触球轴承 7211C1.4.3.4 确定轴上零件的位置和定位方式：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。1.4.3.5 简图如下：图 3-3-1东华理工大学长江学院毕业设计论文261.4.3.6 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径1）I 段轴用于安装轴承 7211C，故取直径为 55mm。2）II 段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2.5mm 的圆角，经强度计算，直径定为60mm。3)III 段为定位轴肩，取 72mm。4)IV 段安装大齿轮直径与 II 段相同，直径为 60mm。5)V 段安装轴承，与 I 段相同直径为 55mm。6)VI 段直径 53mm7)VII 段直径与弹性注销选择有关，取 LX3，直径为 46mm。1.4.3.7 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度1）I 段轴承安装轴承和挡油环，7211C 宽度 B=21，该段长度选为 30mm。2）II 段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为 76mm。3）III 段为定位轴肩，长度略小 8mm。4）IV 段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为 50mm。5）V 段用于安装轴承与挡油环，长度与 I 相同，为 28mm。6）VI 长度为 32mm。7）VII 长度与联轴器有关，取 56mm。1.4.3.8 强度校核对于角接触球轴承 7211C 从课程设计手册中可以查得 a=20.9mm，具体尺寸详见表 3-2校核该轴和轴承： =49mm =107mm 1L2轴的最小直径： ，md53轴的抗弯截面系数： 335.91.0mW作用在齿轮上的力： NdTFt 2.76153923otr 7.3410tan.an由公式 ,得 则0AM09561tHFNFtH19.245163NFHtH.643132m7由公式 ，得 则0V 0491563rVFNFrV80.67315.3东华理工大学长江学院毕业设计论文27NFVrV97.238132mM07总弯矩： MVHm8.152扭矩： NT6.153